客車(chē)車(chē)身骨架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度有限元分析

孟妍妮，張 劼，2

（1.金陵科技學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，南京 211169；2.武漢理工大學(xué) 汽車(chē)工程學(xué)院，武漢 430000）

現(xiàn)代大型長(zhǎng)途客車(chē)多為全承載式結(jié)構(gòu)，車(chē)身的骨架由小截面型材焊接而成，客車(chē)的載荷就由這樣的骨架結(jié)構(gòu)來(lái)承擔(dān)，車(chē)身必須具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以保證其使用要求和使用壽命.全承載式客車(chē)多為大型長(zhǎng)途客車(chē)，旅客多攜帶大件行李，目前各長(zhǎng)途客車(chē)生產(chǎn)廠家多采用基礎(chǔ)承載式車(chē)身設(shè)計(jì)，以充分利用車(chē)身地板下面的空間來(lái)作為行李艙［1］.由于過(guò)去的車(chē)身設(shè)計(jì)大多采用類(lèi)比設(shè)計(jì)方法，以致車(chē)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)長(zhǎng)期處于被動(dòng)狀態(tài).

利用有限元分析技術(shù)研究全承載式客車(chē)車(chē)身骨架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度可縮短研發(fā)時(shí)間，降低成本.建立車(chē)身三維模型，應(yīng)用ANSYS軟件對(duì)其進(jìn)行彎曲、扭轉(zhuǎn)以及組合工況下的靜力學(xué)分析，可以較為精確地找出車(chē)身結(jié)構(gòu)中承受載荷較大的區(qū)域以及易發(fā)生危險(xiǎn)形變的位置.結(jié)合初期設(shè)計(jì)時(shí)的材料選擇和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度設(shè)定，判定車(chē)身結(jié)構(gòu)的安全可靠性能.根據(jù)分析結(jié)果對(duì)車(chē)身結(jié)構(gòu)提出優(yōu)化方案，對(duì)車(chē)身結(jié)構(gòu)加以必要的改進(jìn).將這些改進(jìn)實(shí)施到三維模型上后，再次進(jìn)行分析，驗(yàn)證優(yōu)化方案的有效性和優(yōu)化程度.

1 車(chē)身結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

建立客車(chē)車(chē)身骨架的有限元模型主要有兩種方式：一種是以梁?jiǎn)卧獮橹饕獑卧?lèi)型，模型簡(jiǎn)單，但計(jì)算結(jié)果誤差較大，適合于動(dòng)力學(xué)仿真分析；另一種是以殼單元為主要單元類(lèi)型，模型精確，可保證在客車(chē)開(kāi)發(fā)的初期階段得到較精確的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度計(jì)算結(jié)果，但前期處理和建模工作量大［2］.綜合兩種情況，本文建模時(shí)在精簡(jiǎn)結(jié)構(gòu)的原則下同時(shí)力求精確.故本次建模以殼單元為主，輔以必要的梁?jiǎn)卧?采用殼單元可保留小截面矩形鋼管最基本的特性，保證模型的可靠性和精確性.

客車(chē)車(chē)身骨架主要由6部分組成：前圍、后圍、左側(cè)圍、右側(cè)圍、頂蓋和底架.大部分的結(jié)構(gòu)是由幾種矩形鋼管焊接而成的.發(fā)動(dòng)機(jī)艙和車(chē)橋處設(shè)計(jì)有專(zhuān)門(mén)的鋼梁結(jié)構(gòu)負(fù)責(zé)支承，重要部位有加強(qiáng)件.車(chē)體前圍為了建模方便而做了一定程度的簡(jiǎn)化，省去了大量板件和瑣碎結(jié)構(gòu)，底架行李艙和地板等處設(shè)計(jì)有增強(qiáng)作用的X型鋼梁.

將客車(chē)車(chē)身骨架的三維幾何模型導(dǎo)入ANSYS軟件中，如圖1所示.車(chē)身前后端部分結(jié)構(gòu)、發(fā)動(dòng)機(jī)和車(chē)橋支承處構(gòu)件采用梁?jiǎn)卧M，其余大部分均用殼單元模擬.底架有幾處增加了三角板支架，它亦采用殼單元模擬，殼單元與殼單元，殼單元與梁?jiǎn)卧g均用剛性單元連接.

圖1 ANSYS環(huán)境下的客車(chē)車(chē)身模型Fig.1 Model of bus in ANSYS

客車(chē)各主要零部件的質(zhì)量如表1所示.按表1中的質(zhì)量數(shù)值在相應(yīng)部位施加均布載荷或質(zhì)量單元.

表1 主要零部件質(zhì)量測(cè)量值Tab.1 Mass measurement of main components

數(shù)據(jù)傳輸是利用GPRS網(wǎng)絡(luò)向遠(yuǎn)程監(jiān)控中心發(fā)送數(shù)據(jù)的.需要對(duì)數(shù)據(jù)按照設(shè)定的通信機(jī)制和協(xié)議要求進(jìn)行轉(zhuǎn)換處理，確保數(shù)據(jù)滿足GPRS網(wǎng)絡(luò)的傳輸要求.對(duì)應(yīng)的流程圖分別如圖8和9所示.圖9中PPP的英文全稱(chēng)為Point to Point Protocol.

2 車(chē)身結(jié)構(gòu)有限元分析

客車(chē)行駛的典型工況就是彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況.此外，由于客車(chē)質(zhì)量、體積、高度、長(zhǎng)度等均較為龐大，急速過(guò)彎時(shí)會(huì)產(chǎn)生很大的向心力.為提供向心力，從車(chē)胎到車(chē)身，必然要經(jīng)受很大的內(nèi)應(yīng)力，故本文也將急速過(guò)彎工況加以分析考慮.

2.1 彎曲工況

彎曲工況主要是研究客車(chē)滿載情況下，在良好路面上勻速行駛時(shí)車(chē)身的應(yīng)力分布和變形狀況.由于客車(chē)長(zhǎng)度長(zhǎng)、載重大，又主要依靠焊接的矩形鋼管承重，因此長(zhǎng)度方向上的受力變形會(huì)比較嚴(yán)重，可能會(huì)影響到車(chē)身結(jié)構(gòu)的安全性，必須嚴(yán)格限制其程度.

在ANSYS軟件中將單元類(lèi)型定義為四邊形殼單元，4個(gè)坐標(biāo)上的厚度均為1.5mm.客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)材料選用20＃碳素鋼，其密度ρ＝7 858kg·m－3，泊松比γ＝0.3，強(qiáng)度為250MPa，彎曲許用強(qiáng)度為160MPa，扭轉(zhuǎn)許用強(qiáng)度為200MPa，彈性模量為206GPa.

對(duì)整個(gè)車(chē)身劃分單元格，為提高效率，這里使用的劃分精度不是很高，在一些瑣碎位置放寬了精確度，最后得到客車(chē)車(chē)身的網(wǎng)格圖像，如圖2所示.

圖2 劃分網(wǎng)格后的車(chē)身模型Fig.2 Meshed model of bus

本例以滿載乘員（1名駕駛員及49名乘客）和行李為例，乘員設(shè)定為80kg，單人行李設(shè)定為25 kg.將前車(chē)橋定義為3個(gè)方向均固定不動(dòng)，后車(chē)橋在前后方向可動(dòng)，乘員質(zhì)量載荷均勻施加于安裝座椅的鋼架上，行李質(zhì)量載荷均勻施加于行李艙框架上.具體方案如表2所示.

經(jīng)過(guò)分析計(jì)算，將主要變形部位及其變形量列出，如表3所示.可知客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)在彎曲工況下的最大變形量為12.7mm，出現(xiàn)在頂蓋安裝空調(diào)處的后部.

表2 具體加載方案（部分）Tab.2 Loading scheme（partial）

表3 彎曲工況下的主要變形部位與變形量Tab.3 Deformations under bending

將受力較大的部位及其所受的應(yīng)力列出，如表4所示.可知，客車(chē)車(chē)身骨架在彎曲工況下的最大應(yīng)力為141.2MPa，發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)艙前上方斜撐位置處，如圖5所示.車(chē)身結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求.

表4 彎曲工況下的主要受力部位與應(yīng)力值Tab.4 Stresses under bending

2.2 扭轉(zhuǎn)工況

客車(chē)載重很大，在扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)身結(jié)構(gòu)會(huì)承受巨大的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，若車(chē)身設(shè)計(jì)不合理，就極易發(fā)生超出承受范圍的扭轉(zhuǎn)變形.車(chē)身遭受最劇烈的扭轉(zhuǎn)工況，一般是低速通過(guò)崎嶇不平的路面時(shí)發(fā)生的.本文分析單側(cè)車(chē)輪懸空的極限扭轉(zhuǎn)情況，以右后車(chē)輪懸空為例，依舊要求滿載乘員和行李.與彎曲工況時(shí)相比，對(duì)后橋的右側(cè)解除上下方向的固定約束，使其可以位移形變.

讀取關(guān)于形變的計(jì)算結(jié)果，如表5所示.客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)在扭轉(zhuǎn)工況下的最大變形量為41.5mm，出現(xiàn)在頂蓋末端，如圖6所示.

圖5 彎曲工況下的應(yīng)力云圖Fig.5 Stress contour under bending

表5 扭轉(zhuǎn)工況下的主要變形部位與變形量Tab.5 Deformations under torsion

圖6 扭轉(zhuǎn)工況下的整車(chē)位移云圖Fig.6 Deformation contour under torsion

將受力較大的部位及其所受應(yīng)力列出，如表6所示.客車(chē)車(chē)身骨架在扭轉(zhuǎn)工況下的最大應(yīng)力為182.1MPa，發(fā)生在發(fā)頂蓋中部側(cè)梁處，如圖7所示.車(chē)身結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求.

圖7 扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力云圖Fig.7 Stress contour under torsion

2.3 急速過(guò)彎工況

客車(chē)體積和轉(zhuǎn)彎半徑都要比轎車(chē)大很多，且客車(chē)載重大、重心高，其過(guò)彎時(shí)會(huì)產(chǎn)生很大的向心力，側(cè)傾也會(huì)比較大.分析計(jì)算急速過(guò)彎時(shí)客車(chē)的受力情況，可以確保客車(chē)在轉(zhuǎn)彎，尤其是急轉(zhuǎn)彎時(shí)結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性和安全性［3］.本文就一組特定的過(guò)彎數(shù)值展開(kāi)研究分析，設(shè)定客車(chē)在水平路面上以50km·h－1左右的速度過(guò)彎，轉(zhuǎn)彎半徑20m.計(jì)算得到向心力為120kN.對(duì)客車(chē)前后橋位于轉(zhuǎn)彎外側(cè)的結(jié)構(gòu)施加載荷，各為60kN，方向指向轉(zhuǎn)彎弧線的圓心，定義約束為底架中部位于轉(zhuǎn)彎內(nèi)側(cè)的構(gòu)件.

讀取關(guān)于形變的計(jì)算結(jié)果，將主要變形部位及其變形量列出，如表7所示.客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)在急速過(guò)彎工況下的最大變形量為10.9mm，出現(xiàn)在轉(zhuǎn)彎外側(cè)的側(cè)圍縱梁中部.

表7 急速過(guò)彎工況下主要變形部位與變形量Tab.7 Deformations under rapid cornering

將受力較大的部位及其所受的應(yīng)力列出，如表8所示.客車(chē)車(chē)身骨架在急速過(guò)彎工況下的最大應(yīng)力為122.3MPa，發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)艙前方縱梁處.車(chē)身結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求.

表8 急速過(guò)彎工況下主要受力部位與應(yīng)力值Tab.8 Stresses under rapid cornering

3 車(chē)身剛度分析

3.1 車(chē)身彎曲剛度的計(jì)算與分析

為計(jì)算客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)的彎曲剛度，在前車(chē)架的兩個(gè)承載部－z方向施加2cm的位移.通過(guò)分析計(jì)算得出兩個(gè)部位的支反力F＝15.761kN.

車(chē)身彎曲剛度的計(jì)算公式為

式中：K1為車(chē)身彎曲剛度；L為客車(chē)軸距，L＝7.5m；δ為位移，δ＝0.02m.計(jì)算得到整車(chē)的彎曲剛度為6.926MN·m2.

目前國(guó)內(nèi)此較普遍的做法是與同類(lèi)型的國(guó)內(nèi)外產(chǎn)品進(jìn)行比較檢驗(yàn).根據(jù)文獻(xiàn)資料［4］所提供的數(shù)據(jù)來(lái)看，本文研究的客車(chē)車(chē)身彎曲剛度符合設(shè)計(jì)要求.

3.2 車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算與分析

為計(jì)算客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)剛度，在前車(chē)架的兩個(gè)承載部位分別沿z方向和－z方向施加2cm的位移.通過(guò)分析計(jì)算得出右側(cè)承載部件的z方向支反力為F1＝12.801kN；左側(cè)承載部件的－z方向支反力為F2＝－12.801kN.

前軸上的扭矩T的計(jì)算公式為

式中：B為兩個(gè)位移約束直接的跨距，此處即是前軸輪距，B＝2.15m.

前軸的扭轉(zhuǎn)角θ1的計(jì)算公式為

式中：δ1，δ2分別為兩個(gè)承載部位的位移，δ1＝0.02m，δ2＝－0.02m，所以前軸上的扭矩和扭轉(zhuǎn)角分別為T(mén)＝25.6kN·m，θ1＝1.066 0°

因后軸的扭轉(zhuǎn)角約為0°，所以整車(chē)的扭轉(zhuǎn)角θ≈θ1＝1.066 0°.

整車(chē)的扭轉(zhuǎn)剛度K的計(jì)算公式為

計(jì)算得出整車(chē)扭轉(zhuǎn)剛度為180100N·m2／°.

全承載式車(chē)身則可利用整車(chē)結(jié)構(gòu)分擔(dān)扭轉(zhuǎn)載荷，故扭轉(zhuǎn)剛度較大.就客車(chē)而言，車(chē)身覆蓋件如玻璃、蒙皮等對(duì)提高客車(chē)的扭轉(zhuǎn)剛度貢獻(xiàn)也較大.圖8為幾種車(chē)型的軸距與扭轉(zhuǎn)剛度的關(guān)系統(tǒng)計(jì)曲線圖［5］.對(duì)比承載式車(chē)身結(jié)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)剛度，可知本文研究的客車(chē)車(chē)身扭轉(zhuǎn)剛度是滿足要求的.

圖8 不同車(chē)型軸距與扭轉(zhuǎn)剛度的關(guān)系統(tǒng)計(jì)曲線Fig.8 Relationship between wheelbase and torsional stiffness for different types of vehicle

3.3 開(kāi)口變形量的計(jì)算與分析

在客車(chē)承受較大負(fù)載的情況下，如果擋風(fēng)玻璃、車(chē)門(mén)、車(chē)窗等開(kāi)口部位的變形量過(guò)大，會(huì)直接影響車(chē)身的密封性.開(kāi)口變形部位應(yīng)力會(huì)加大，對(duì)車(chē)身結(jié)構(gòu)和材料造成不利影響［6］.衡量開(kāi)口變形一般是在車(chē)身受到扭轉(zhuǎn)載荷情況下，通過(guò)計(jì)算車(chē)身開(kāi)口部分對(duì)角線的變化量來(lái)體現(xiàn)的.

一般要求大客車(chē)開(kāi)口變形量不超過(guò)5mm，所以在扭轉(zhuǎn)工況下，本文所研究的車(chē)身骨架剛度較好，對(duì)角線的變形程度尚不會(huì)影響門(mén)的開(kāi)啟及損壞風(fēng)窗玻璃.

4 優(yōu)化改進(jìn)

根據(jù)之前的分析可知，客車(chē)車(chē)身在地板鋼架和底架位置處的應(yīng)力應(yīng)變比較小，擁有很好的剛度、強(qiáng)度.這些部位可以適當(dāng)減薄地板鋼架方形鋼管的壁厚，減小底架骨架材料的截面尺寸，以提高車(chē)身結(jié)構(gòu)輕量化指標(biāo).

如圖9所示，底架縱、橫鋼管尺寸由50mm×50mm×2.5mm 調(diào)整為40mm×50mm×2.0mm；地板縱、橫鋼管尺寸由40mm×40mm×2.0mm調(diào)整為40mm×30mm×1.5mm；底架X型支撐架尺寸由50mm×40mm×2.5mm調(diào)整為50mm×40mm×2.0mm；地板X(qián)型支撐架尺寸由40mm×30mm×2.0mm調(diào)整為40mm×30mm×1.5mm.經(jīng)過(guò)改進(jìn)，車(chē)身結(jié)構(gòu)的剛度、強(qiáng)度會(huì)有所降低，但依舊保持在適當(dāng)范圍內(nèi).

對(duì)出現(xiàn)高應(yīng)力分布的區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)上的改進(jìn).如圖10所示，在后懸掛支架部位增加斜撐梁；將前橋承載結(jié)構(gòu)的連接部和發(fā)動(dòng)機(jī)艙前方支撐梁適當(dāng)加強(qiáng)；在車(chē)身后圍轉(zhuǎn)角及后排座位處增加強(qiáng)化板件結(jié)構(gòu)，以減小變形；重新設(shè)計(jì)側(cè)圍后部結(jié)構(gòu)，加強(qiáng)剛度、強(qiáng)度.

圖9 客車(chē)車(chē)身在地板鋼架和底架位置處的改進(jìn)（單位：mm）Fig.9 Improvement of the floor steel frame and the bottom frame for bus body（unit：mm）

圖10 對(duì)出現(xiàn)高應(yīng)力分布的區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)上的改進(jìn)Fig.10 Structural improvement for stress concentration

對(duì)改進(jìn)后的客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析計(jì)算.可知，車(chē)身質(zhì)量初步下降約280kg，車(chē)身整體應(yīng)力水平下降，最大應(yīng)力值降低為57.1MPa，位于底架焊接總成后端立柱處.由于在原先存在高應(yīng)力的后懸掛支架處增加了相應(yīng)的斜撐梁，一定程度上均衡了該處的結(jié)構(gòu)剛度比，使得該處彎曲應(yīng)力值由原來(lái)的102.8MPa大幅度下降至20.5MPa，下降比例為80.1%.彎矩值由原來(lái)的10 520N·m減小為2 870N·m.扭轉(zhuǎn)工況下，各主要開(kāi)口的變形情況得到進(jìn)一步改善，提高了整車(chē)的穩(wěn)定性和剛度強(qiáng)度.圖11和圖12分別為車(chē)身改進(jìn)后的彎曲應(yīng)力云圖和扭轉(zhuǎn)云圖.

圖11 車(chē)身改進(jìn)后的彎曲云圖Fig.11 Stress contour under bending loads after improvement

圖12 車(chē)身改進(jìn)后的扭轉(zhuǎn)云圖Fig.12 Stress contour under torsion after improvement

5 結(jié) 論

對(duì)所研究的客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，建立了全承載式大客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)的三維模型，利用有限元分析軟件對(duì)其在彎曲、扭轉(zhuǎn)和急速過(guò)彎3種工況下進(jìn)行了分析計(jì)算.結(jié)果表明：該大客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度在3種工況下均能滿足標(biāo)準(zhǔn)和要求，其安全性得到了驗(yàn)證.經(jīng)過(guò)優(yōu)化改進(jìn)，實(shí)現(xiàn)了初步的輕量化設(shè)計(jì)效果，整車(chē)剛度、強(qiáng)度得到均衡，提高了材料的利用率，提升了客車(chē)車(chē)身的結(jié)構(gòu)性能.

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